Что такое степень повышения давления степень сжатия воздуха в поршневом компрессоре

Научная электронная библиотека

6.2. Классификация и основные параметры, характеризующие работу компрессора

Компрессором называется машина, предназначенная для преобразования механической энергии привода в полезную потенциальную и кинетическую энергию газа. В компрессоре происходит повышение давления газа и перемещение его из области низкого в область высокого давления. На горных предприятиях компрессорами пневматических установок осуществляется сжатие воздуха.

По способу сжатия газа компрессоры делятся на две группы [1]:

объемного сжатия (компрессоры вытеснения), в которых давление газа (воздуха) повышается за счет уменьшения рабочего пространства; к ним относятся поршневые, винтовые, ротационные компрессоры и др.;

кинетического сжатия, в которых газ (воздух) сжимается в процессе принудительного движения газа (воздуха) при силовом взаимодействии с лопатками вращающихся колес, к ним относятся турбокомпрессоры – центробежные и осевые.

Первую группу компрессоров иногда также называют компрессорами вытеснения, а вторую – лопастными компрессорами, из-за наличия в них лопастей (лопаток), с помощью которых осуществляется процесс сжатия.

По конструкции рабочих органов различают компрессоры: поршневые, лопастные (турбокомпрессоры), винтовые, ротационные и др.

По роду сжимаемого газа компрессоры делятся на воздушные, аммиачные, фреоновые и др.

По величине создаваемого давления различают: компрессоры, называемые вакуум-насосами, отсасывающими газ (воздух) из пространства с вакуумом и сжимающими его до атмосферного или несколько большего давления; воздуходувки (газодувки) – машины, сжимающие воздух (газ) до 0,3 МПа; компрессоры низкого давления (0,3 – 1,0 МПа); компрессоры среднего давления (1,0 – 10,0 МПа); компрессоры высокого давления (10 – 250 МПа). В горной промышленности наиболее широко применяются компрессоры низкого давления. Вакуум-насосы используются для отсасывания метана из угольных пластов.

Основными параметрами, характеризующими работу компрессора, являются: объемная производительность Q (м3/с или м3/мин), приведенная к условиям всасывания; начальное (до сжатия) рн и конечное (после сжатия) рк (Па, кПа, МПа) давление; степень повышения давления ε = рк / рн, начальная Тн и конечная Тк температура сжимаемого газа; мощность N (кВт) на валу компрессора. Различают избыточное (по отношению к атмосферному ри) и абсолютное раб (учитывающее атмосферное давление) давление; первое указывается в паспорте компрессора, второе используется в термодинамических расчетах. Температура сжимаемого газа (воздуха) при термодинамических расчетах выражается в единицах Кельвина (К), Т=273+ t, где t – температура в градусах Цельсия (°С).

Наибольшее распространение в горной промышленности получили компрессоры: двухступенчатые поршневые производительностью 10; 20; 30; 50; 100 м3/мин, центробежные – производительностью 115; 250; 500 м3/мин и винтовые – производительностью 5; 12,5; 25 м3/мин [15].

Широко распространенные в ряде отраслей промышленности осевые турбокомпрессоры не применяются в горной промышленности из-за низкого конечного давления сжатого воздуха.

Источник

Принцип получения высоких давлений в поршневом компрессоре

При необходимости сжимать газ до давления, превышающего 0,4. 0,7 МПа по манометру, применяют многоступенчатое сжатие, сущность которого состоит в том, что процесс сжатия газа разбивается на несколько этапов, или ступеней. В каждой из этих ступеней газ сжимается до некоторого промежуточного давления и, перед тем как поступать в следующую ступень, охлаждается в межступенчатом холодильнике. В последней ступени газ дожимается до конечного давления. В современных компрессорах высокого давления число ступеней сжатия достигает семи.

Введение многоступенчатого сжатия позволяет:

— уменьшить работу, затраченную на сжатие;

— ограничить температуру в конце сжатия;

— обеспечить более высокий коэффициент подачи.

Как было сказано выше, работа при адиабатическом сжатии значительно превышает работу при изотермическом сжатии. При увеличении степени сжатия это расхождение быстро увеличивается. Значительное увеличение давления газа в одном цилиндре приводит к тому, что самое тщательное охлаждение цилиндра не приближает процесс сжатия к изотермическому, и он становится близок или практически идентичен адиабатическому процессу. Это устанавливает предел повышения давления в одном цилиндре компрессора.

Для уменьшения работы сжатия применяется ступенчатое сжатие газа с охлаждением его в охладителях, расположенных между ступенями компрессора.

В одной ступени компрессора можно достичь только опре­деленных значений . Так, чрезмерное повышение мо­жет привести к значительному уменьшению коэффициента подачи и, следовательно, к уменьшению производительности компрессора. Предельный случай, когда компрессор перестает перемещать газ, будет при При этом критическое значение £ исходя из фор­мулы (3.15), будет определяться по формуле:

Так, при а = 0,1 и показателе политропы т = 1,2 критическое значение компрессор будет работать вхолостую. Это объ-

ясняется тем, что при достижении определенных давлений по сравнению с газ, содержагцийся в «мертвом» пространстве, при расширении будет заполнять весь объем цилиндра. При этом не будет происходить процесс всасывания, а следовательно, и нагне­тания.

На рис. 3.4. приведена диаграмма р — V, иллюстрирующая зависимость всасывающих объемов от давления нагнетания при . Из этой диаграммы следует, что увеличение давления нагнетания до приводит к уменьшению объема всасываемого газа до . При повышении давления нагнетания до объем вса­сываемого газа становится равным нулю. Процесс сжатия и рас­ширения газа в этом случае характеризуется кривой

Указанные причины ограничивают степень повышения дав­ления одной ступени компрессора значениями в пределах 4. 5,5.

Рис. 3.4. График зависимости объема всасывания от давления нагнетания

Источник

Как давление в системе влияет на производительность компрессора

Степень сжатия

Как высокое, так и низкое давление в системе могут быть выражены через отношение, называемое степенью сжатия. Степень сжатия определяется как абсолютное давление нагнетания, деленное на абсолютное давление всасывания.

Степень сжатия = Абсолютное давление нагнетания/Абсолютное давление всасывания

Большинство техников понимают, что их сервисные манометры показывают нулевое давление, если они не подключены к системе, хотя датчики испытывают атмосферное давление примерно 15 фунтов на квадратный дюйм. Эти датчики калибруются так, что показывают ноль при атмосферном давлении. Поэтому, чтобы получить истинное или «абсолютное» значение давления нагнетания или всасывания при нулевых или более высоких показаниях манометра, технический специалист должен добавить примерно 15 фунтов на квадратный дюйм (14,696 фунтов на квадратный дюйм) к показаниям манометра.

Ниже приведен пример вычисления коэффициента сжатия:
Давление нагнетания = 145 psig
Давление всасывания = 5 psig
Степень сжатия = абсолютное давление нагнетания/абсолютное давление всасывания
Абсолютное давление нагнетания = показание датчика + 15 psi
Абсолютное давление всасывания = показание датчика + 15 psi
Степень сжатия =
(145 psig + 15 psi) / (5 psig + 15 psi) =
160 psia/20 psia = 8 или (8 к 1)

Степень сжатия 8:1 просто означает, что давление нагнетания в восемь раз превышает давление всасывания.

Плотность на входе в цилиндр

Давление в холодильной системе может определять, сколько хладагента будет проходить через систему. Если давление всасывающей линии, которая подает хладагент в цилиндры компрессора, будет высоким, плотность паров хладагента будет высокой, и массовый расход хладагента будет высоким. С другой стороны, если давление всасывающей линии будет низким, плотность паров хладагента будет ниже, и расход хладагента будет ниже.

Когда вы заполняете фиксированный объем (например, цилиндр компрессора) при более высоком давлении, в нем будет присутствовать больше молекул хладагента, что приведет к увеличению плотности хладагента внутри цилиндра. Массовый расход хладагента через компрессор является произведением смещения поршня на плотность хладагента, заполняющего цилиндр. Вот это уравнение:

Массовый расход (фунты/минута) = смещение поршня (кубические футы/минута) x плотность хладагента (фунты/куб. фут)

Такты нагнетания и всасывания

Теперь, когда мы знаем, как рассчитать коэффициент сжатия, давайте немного углубимся в то, что физически означает степень сжатия применительно к системе охлаждения.

В поршневых компрессорах должно быть свободное пространство между поршнем в верхней мертвой точке и клапанной пластиной во избежание их столкновения. Этот намеренно спроектированный мертвый объем или мертвое пространство захватывает определенное количество паров хладагента после закрытия выпускного клапана. Несмотря на то, что производители компрессоров уменьшают объем зазора между пластиной клапана и головкой поршня, некоторый зазор всегда остается.

Предполагается, что газ в зазоре находится под давлением нагнетания, если мы игнорируем вес клапана и силу пружины клапана. Пар, оставшийся в объеме зазора, был сжат до давления нагнетания. После того, как начнется ход поршня вниз, этот же объем пара в зазоре должен быть повторно расширен до давления несколько ниже давления всасывания, когда всасывающий клапан может открыться и впустить новые пары в цилиндр.

Поршень, однако, уже выполнит часть своего такта всасывания, и цилиндр, до ввода новых паров, уже будет заполнен расширенными парами из объема зазора. Эти повторно расширенные пары занимают ценное пространство, которое не могут занять новые всасываемые пары, поступающие из линии всасывания. Следовательно, пары из линии всасывания заполнят только часть объема цилиндра, которая еще не заполнена вновь расширенными нагнетаемыми газами. Таким образом, общий объем цилиндра поршня не полностью используется для приема новых газов хладагента, и считается, что система имеет объемную эффективность.

Объемная эффективность

Объемная эффективность выражается в процентах от 0 до 100 процентов, в зависимости от рассматриваемой системы. Объемная эффективность определяется как отношение фактического объема всасываемых паров хладагента к рабочему объему цилиндра компрессора.

Высокая объемная эффективность означает, что большая часть объема цилиндра заполняется новым хладагентом из линии всасывания, а не расширяющимися газами из мертвого объема. Чем выше объемная эффективность, тем больше количество нового хладагента, которое будет вводиться в цилиндр с каждым ходом поршня, и, следовательно, при каждом обороте коленчатого вала будет циркулировать больше хладагента. Теперь система будет иметь лучшую производительность и более высокую эффективность. Таким образом, чем ниже давление нагнетания, тем меньше повторное расширение отходящих газов до давления всасывания. Кроме того, чем выше давление всасывания, тем меньше повторное расширение нагнетаемых газов из-за того, что нагнетаемые газы испытывают меньшее повторное расширение до более высокого давления всасывания, и всасывающий клапан откроется раньше.

Специалист по техническому обслуживанию может в определенной степени контролировать, насколько высокое или низкое давление нагнетания и всасывания будет достигнуто. Если давление нагнетания (конденсации) можно поддерживать на низком уровне, а давление всасывания (испарения) можно поддерживать на возможно более высоком уровне, не влияя на температуру охлажденного продукта, коэффициент сжатия будет низким, а объемная эффективность будет высокой. Это вызовет более высокий массовый расход хладагента через компрессор и систему.

Существуют некоторые распространенные причины низкого давления всасывания и/или высокого давления нагнетания, которые могут контролироваться сервисным специалистом.

Причины низкого давления всасывания (испарения):
Вентилятор испарителя выключен;
Обмерзший испаритель;
Грязный испаритель;
Неисправность таймера размораживания;
Недостаточное количество запрограммированных циклов размораживания;
Неисправный обогреватель размораживания;
Недостаточная заправка хладагента;
Низкая тепловая нагрузка; а также
Большое количество влаги на теплообменнике вызывает чрезмерное обмерзание.

Причины высокого давления нагнетания (конденсации):
Грязный конденсатор;
Перезаряженная система;
Вентилятор конденсатора отключен;
Рециркулированный воздух над конденсатором;
Недоразмеренный конденсатор;
Высокая температура окружающей среды;
Неконденсирующиеся газы (воздух) в системе; а также
Высокая влажность или тепловая нагрузка.

Источник

Центробежные компрессоры.

В центробежных компрессорах (турбокомпрессорах) давление газа повышается при непрерывном его дви­жении через проточную часть машины в результате ра­боты, которую совершают лопатки рабочего колеса компрессора. Центробежные компрессоры применяются для сжатия газов до давления 0,8МПа(8ат). По срав­нению с поршневыми центробежные компрессоры имеют ряд преимуществ. Вследствие отсутствия возвратно-по­ступательного движения частей они не требуют тяже­лого фундамента; ротор их вращается с постоянной угловой скоростью, а движущиеся детали соприкасают­ся с неподвижными деталями только в подшипниках, что позволяет использовать более дешевые быстроход­ные двигатели. Центробежные компрессоры более ком­пактны. Основной недостаток центробежных компрессо­ров по сравнению с поршневыми заключается в том, что степень повышения давления в одной ступени компрессора зависит от физических свойств газа, в первую очередь от его плотности. При сжатии легких газов до значительных давлений требуется большое число сту­пеней. Поэтому для обеспечения требуемой жесткости вала необходимо иметь многокорпусную машину. Цент­робежные компрессоры, как правило, представляют со­бой многоступенчатую машину.

На рис. 158 показана в разрезе ступень центробеж­ного компрессора. Находящемуся между лопатками га­зу при вращении рабочего колеса сообщается враща­тельное движение, в результате чего газ под действием центробежной силы движется к периферии колеса. За­тем газ попадает в диффузор, площадь которого увели­чивается с увеличением радиуса, скорость частичек га­за при этом снижается, а давление возрастает. Для повышения эффективности работы диффузора по пре­вращению кинетической энергии в потенциальную слу­жат диффузорные лопатки, упорядочивающие движе­ние газа.

При вращении рабочего колеса в зонах, располо­женных у оси вращения, давление газа становится меньше, чем во всасывающем трубопроводе, вследствие чего образуется непрерывный поток газа через проточную часть колеса и диффузор. При работе одного ко­лена и диффузора, образующих ступень центробежного компрессора, где происходит одноступенчатое сжатие газа, степень сжатия невелика и составляет не более 1,2.

Для получения высокой степени сжатия газа используют несколько ступеней компрессора. Конструктивно это обеспечивается установкой на одном валу не­скольких рабочих колес, располагаемых в одном кор­пус. В этом случае газ поступает в следующую сту­пень по каналам, образованным лопатками направляю­щего аппарата.

Общая степень сжатия центробежного компрессора определяется степенью сжатия его отдельных ступеней и определяется отношением давления р₂ на выхо­де из компрессора к давлению p₁ на входе.

На рис. 159 показана схема четырехступенчатого центробежного компрессора с колесом первой ступени полузакрытого типа.

Известно, что при сжатии газ нагревается, поэтому при использовании многоступенчатых компрессоров не­обходимо решить проблему охлаждения. Существуют два способа охлаждения: внутренний и внешний. При внешнем охлаждении газ, прежде чем попадает в сле­дующую ступень, проходит через холодильник, а при внутреннем охлаждении корпус холодильника имеет «рубашку», через которую прокачивается охлаждаю­щаяся вода. Обычно корпус холодильника представля­ет собой органически связанную с кожухом турбокомп­рессора часть конструкции.

Большинство современных машин имеет внешнее охлаждение. Промежуточные холодильники присоединя­ются либо к нижней части корпуса компрессора (рис. 160), либо к обеим частям корпуса (рис. 161). Охлаждаемый газ протекает в межтрубном простран­стве холодильника, а в трубах протекает охлаждаю­щая вода.

При присоединении холодильника к нижней части корпуса газ из компрессора по улитке / попадает в хо­лодильник 2. Пройдя трубный пучок 3, газ направляет­ся в следующую ступень. Охлаждающая вода подво­дится в трубный пучок через патрубок 4 и отводится через патрубок 5. К достоинствам такой компоновки относится удобство монтажа и обслуживания холодиль­ника, к недостаткам — низкий КПД холодильника.

При присоединении холодильника к обеим частям корпуса (см. рис. 161) газ из улитки / поступает в верхнюю часть трубного пучка 3, меняет направление и через нижнюю часть пучка попадает во всасываю­щую камеру 2 следующей ступени. Недостаток этой компоновки холодильника состоит в сложности монта­жа, преимущество — в более высоком КПД.

По сравнению с внутренним охлаждением компрессо­ров основным преимуществом внешнего охлаждения яв­ляется более интенсивное охлаждение газа, так как площадь поверхности охлаждения промежуточного хо­лодильника значительно больше, чем у водяной ру­башки.

Наиболее простыми по конструкции являются одно­ступенчатые центробежные компрессоры, на которых хо­лодильники не монтируются. На рис. 162 показан одноступенчатый компрессор, предназначенный для сжа­тия горячих дымоходных газов с температурой 800°С. Подача компрессора 0,55 м 3 /с, степень сжатия газа у него очень мала е=1,0025. Все детали, соприкасающиеся с горячим газом, изготовлены из жаропрочных сталей. Чтобы теплота от рабочего колеса не переда­валась на вал, между колесами и фланцем вала уста­новлена изолирующая вставка. На валу размещено вентиляторное колесо, которое засасывает воздух по радиальным сверлениям пологого вала; этим воздухом вал охлаждается.

Одной из основных частей центробежных компрес­соров с внешним охлаждением являются компрессоры, сжимающие воздух для пневматического оборудования и инструментов. Давление нагнетания в этих машинах составляет 0,6—0,9 МПа. В воздушном центробежном компрессоре (рис. 163) подачей 5,5 м 3 /ч и давлением нагнетания 0,8 МПа воздух отводится в промежуточные холодильники, установленные после второй и четвертой ступеней через асимметричные спиральные отводы. Промежуточные холодильники расположены с одной стороны компрессора.

При эксплуатации центробежных компрессоров час­то возникает необходимость изменения их подачи в весьма широких пределах. Помимо этих требований необходимо обеспечивать также определенную зависи­мость между давлением и подачей. Так, например, для работы пневматических инструментов необходимо под­держивать в сети определенное давление независимо от изменения подачи. Для компрессоров, нагнетающих воздух в доменные печи, требуется поддержание задан­ной подачи при изменении давления, которое зависит от сопротивления слоя шихты в печи, толщина которо­го изменяется в зависимости от хода технологического процесса.

Регулирование центробежного компрессора по суще­ству является изменением положения рабочей точки. Это изменение можно осуществлять изменением либо характеристики компрессора, либо характеристики сети.

Наиболее распространенными способами регулирова­ния работы компрессоров являются: изменение часто­ты вращения ротора, изменение проточной части и дросселирование.

Если посмотреть на напорную характеристику 4 центробежного компрессора (рис. 164), то можно уви­деть, что с уменьшением подач происходит постепен­ное сжатие газа до давления р_кр. Дальнейшее умень­шение подачи приводит к уменьшению давления. Теоретически оно должно падать вдоль пунктирной линии. На практике этого не происходит. Как только давле­ние достигает значения р_кр, периодически происходит возврат газа из области нагнетания в область всасыва­ния, сопровождающийся интенсивными ударами, часто­та которых зависит от давления сжатия, плотности га­зов, емкости сети и т. д. Это явление называется помпажем в компрессоре. Точка на характеристике, в ко­торой начинается помпаж, называется границей помпажа. При большом сжатии газа при помпаже возни­кают такие удары, что эксплуатация турбокомпрессора становится невозможной.

При отборе потребителем небольших количеств га­за, когда подача компрессора меньше критической и лежит в помпажной зоне, необходимо применять антипомпажное регулирование, сущность которого состоит в следующем. Если требуемая подача компрессора Q₁ меньше Q_кр, то компрессор настраивают на подачу Q₂, которая больше Q_кр и лежит в устойчивой зоне. Раз­ность расхода, равная Q₂-Q₁, перепускается из линии нагнетания в линию всасывания или выбрасывается в атмосферу. Антипомпажное регулирование осуществля­ется только в автоматическом режиме специальными антипомпажными регуляторами. Основное отличие ре­гулирования турбокомпрессоров от регулирования поршневых компрессоров заключается в том, что изме­нение давления, под влиянием которого должен пере­ставляться регулятор, сравнительно невелико.

Поэтому в большинстве случаев приходится прибегать к вспомо­гательным устройствам. Обычно такими вспомогатель­ными устройствами являются либо масляные сервомоторы, либо мультипликаторы, когда регулирование свя­зано с изменением подачи.

Случаю, когда компрессор должен обеспечивать по­стоянное давление независимо от расхода, будет отве­чать характеристика, соответствующая на рис. 164 пря­мой 1; а случаю, когда расход при изменяющемся дав­лении постоянен, — прямая 3.

Помимо отмеченных основных случаев возможен и третий, когда требуется регулирование давления нагне­тания в зависимости от подачи. В этом случае для под­держания определенного давления у потребителя не­обходимо регулировать давление газа за компрессором. Требуемая характеристика компрессора соответствует кривой 2.

На практике выбор способа регулирования зависит от конструкции компрессора и типа привода. Если комп­рессор имеет привод с регулируемой частотой враще­ния, то это позволяет регулировать частоту вращения ротора компрессора. При повышении частоты враще­ния ротора конечное давление и мощность увеличива­ются, при ее уменьшении давление и мощность снижа­ются. Регулирование изменением частоты вращения ро­тора является наиболее точным и экономичным.

Для центробежных компрессоров, имеющих в каче­стве привода асинхронный двигатель, чаще всего при­меняют регулирование дросселированием газа на вса­сывании. При этом способе регулирования с помощью дроссельной заслонки снижается давление всасывания в компрессор, в результате чего достигается снижение давления нагнетания до требуемого значения. Давление во всасывающем трубопроводе перед дроссельной за­слонкой остается постоянным.

Регулирование изменениями в проточной части цент­робежного компрессора заключается в установке перед входом газа в рабочее колесо лопаток, снабженных ме­ханизмом поворота, и повороте лопаток диффузора. Этот способ регулирования основан на том, что если поток газа направляющими лопатками перед входом в рабочее колесо предварительно поворачивается в на­правлении вращения колеса, то степень сжатия будет ниже, чем при радиальном входе, и наоборот. Этот спо­соб не получил до настоящего времени широкого рас­пространения из-за значительного усложнения конст­рукции компрессора.

Центробежные компрессоры аналогичны центробежным насо­сам, однако отличаются большим разнообразием схем, особен­но это относится к одноступенчатым машинам.

Некоторые схемы одноступенчатых компрессоров представле­ны на рис. 165. Компрессор с закрытым рабочим колесом и спи­ральной камерой (рис. 165, а) применяется при малых и умерен­ных окружных скоростях (примерно до 300 м/сек). По этой схе­ме выполняются центробежные насосы. Отсутствие зазора между рабочими лопастями и корпусом и хорошее уплотнение зазора между кольцом и корпусом обеспечивают к. п. д. таких компрес­соров на 2—3% больший, чем к. п. д. компрессоров с полуоткры­тыми колесами (рис. 165, в, г). Отсутствие лопастных или безлопастных диффузоров допустимо только при малых углах , обеспечивающих большую степень реактивности и, как след­ствие, снижение доли потерь в улитке.

Многоступенчатые компрессоры аналогичны многоступенча­тым насосам. Обычные схемы многоступенчатых компрессоров — машины с безлопастными, лопастными и канальными диффузо­рами.

Рабочие колеса центробежных компрессоров во многом схо­жи с колесами вентиляторов (рис. 166). Некоторые конструктив­ные отличия связаны с требованиями прочности. Диск выполня­ется заодно со ступицей, толщина диска уменьшается к перифе­рии. Кольцо также переменной толщины с утолщением на внутреннем диаметре для организации лабиринтовых уплотне­ний. И кольцо, и диск изготовляются из поковок токарной обра­боткой. От формы меридионального сечения рабочего колеса, об­разованного обводами кольца и диска со ступицей, зависит поле меридиональных проекций скоростей, а следовательно, и к. п. д. рабочего колеса, особенно во входном участке, организующем по­ворот потока почти на 90°. Для уменьшения резкого перекоса скоростей необходимо по возможности уменьшать кривизну об­водов в поворотном участке, особенно обвода кольца. Увеличе­ние радиуса скругления наружного обвода вдвое, по опытам НЗЛ, позволяет увеличить к. п. д. ступени компрессора пример­но на 1%. Сами обводы целесообразно выполнять в виде плав­ных кривых, без скачкообразного изменения кривизны, а в основ­ной части канала, где расположены рабочие лопасти, — в виде прямых линий, что облегчает изготовление и крепление рабочих лопастей. Обычно стремятся делать такой обвод рабочего колеса, при котором и , хотя в узких колесах последнее условие нарушается и взамен него принимают как и в насосах с узкими колесами.

Рабочие лопасти изготовляются загнутыми назад, обычно с углом 3 /сутки природного газа, повышая его давление с 32 до 56 ат. Мощность, потребляемая одним компрессором, составляет 4000 кВт при п = 7900 об/мин; к. п. д. компрессора равен примерно 84%. Высокое давление обусловило необходимость примене­ния массивного корпуса. Поскольку нет горизонтального разъе­ма корпуса, рабочее колесо вынимается после отсоединения пе­редней крышки фланца (вместе со всасывающим патрубком). Компрессор выполнен по типу обычного одноступенчатого насо­са со спиральной камерой. Такая конструкция компрессора очень компактна, однако, как показали опытные исследования, вызывает существенные радиальные усилия (результирующая сил давления) в роторе при отклонении режима работы от рас­четного, так как при нерасчетных условиях работы давления в спиральной камере по окружности распределяются весьма не­равномерно. Условия работы подшипников были бы весьма об­легчены, если бы компрессор был с безлопаточным диффузором и заваленной набок улиткой (как на рис. 165, в). Как показали исследования М. Т. Столярского, в последнем случае нерав­номерность распределения давления незначительна, особенно если вместо улитки применить торовый газосборник постоянного сечения. Задача уплотнения вала из условий безопасности рабо­ты установки решена следующим образом. За рабочим колесом расположено обычное лабиринтовое уплотнение, а полость меж­ду уплотнением и подшипником соединена перепускной трубой небольшого диаметра со всасывающей линией компрессора. Сле­довательно, давление газа перед подшипником почти не отлича­ется от давления во всасывающей линии (однако составляет все же значительную величину). Роль герметичного уплотнения вы­полняет передний подшипник, масло к которому подается под большим давлением. Масло, стекающее в сторону рабочего колеса, попадает в специальную поплавковую камеру с регуля­тором уровня, а оттуда в отстойник и затем — в масляный бак.

На рис. 170 представлен компрессор (доменная воздуходув­ка) НЗЛ К-3250-41-1. Расчетные параметры его следующие подача 54,2 м 3 /сек при 3250 м 3 /мин; давление 3,8 ат. Приводом компрессора служит паровая турбина мощностью 12 МВт, рас­считанная для работы в диапазоне п= (2500—3500) об/мин. В отличие от ранее выпускавшихся доменных воздуходувок, компрессор К-3250-41 выполнен с промежуточным охлаждением вое уха, введение которого, а также тщательная обработка про­точной части компрессора обеспечили высокую его экономич­ность (на расчетном режиме работы изоэнтропический к. п. д. компрессора 86%).

Корпус компрессора литой, чугунный, с горизонтальным и вертикальным разъемами. Вертикальный разъем выполнен для облегчения отливки корпуса и разборке не подлежит. Корпус левого подшипника отлит заодно с корпусом компрессора; кор­пус правого подшипника выполнен отдельно. Ротор компрессора гибкий (п=1600 об/мин)_у состоит из вала с четырьмя рабочими колесами.

Воздух сжимается в первых двух ступенях, рабочие колеса которых одинакового диаметра (d₂=1650 мм), но с раз­ной высотой лопастей, и далее поступает в холодильник. После охлаждения в трубчатом холодильнике воздух сжимается в сле­дующих двух ступенях с диаметром рабочих колес d₁= 1360 мм. Диаметр уменьшен, чтобы сохранить приемлемое отношение . Все ступени с лопастными диффузорами. Частичная раз­грузка осевых усилий осуществляется посредством разгрузочно­го поршня, расположенного за последним рабочим колесом.

Интересна конструкция компрессора фирмы «Броун-Бовери» типа «Изотерм», показанная на рис. 171. Основные данные ком­прессора следующие: подача 8,3 м 3 /сек, отношение давлений 9; п= 5500 об/мин, расход охлаждающей воды 0,08 м 3 /сек при тем­пературе 295° К. Отличительной особенностью этого компрессо­ра является охлаждение воздуха после всех ступеней, исключая первую н последнюю. Воздухоохладитель выполнен в виде двух коробок прямоугольной формы, одна из которых расположена над компрессором, а вторая — под ним. В коробках в специаль­ных трубных дисках закреплены трубки, по которым движется охлаждающая вода; воздух проходит между трубками. Хорошее охлаждение обеспечило высокий изотермический к. п. д., несмот­ря на большое отношение давления. Пройдя первые две ступени, воздух охлаждается в первой секции холодильника и поступает к третьей ступени. Далее воздух охла­ждается после каждой ступени (кроме последней). Последние четыре ступени расположены симметрично по отношению к пер­вым пяти с целью разгрузки осевых усилий. Компрессор регули­руется дросселем, установленным на всасывающей линии. Анти-помпажный клапан расположен на входном патрубке компрессо­ра (сверху) и сбрасывает воздух не на выхлоп, как это делают обычно, а в специальную турбину осевого типа, рабочее колесо которой крепится на валу компрессора (на рис. 171 справа, вблизи подшипника). Дроссель и клапан антипомпажного уст­ройства с ручным и автоматическим управлением. Ротор ввиду большой его длины опирается на три подшипника. Повышен­ное давление воздуха в области среднего подшипника вынужда­ет подавать к нему масло от специального насоса.

На рис. 172 показана конструкция трехступенчатого ком­прессора фирмы «Эрликон». После первого рабочего колеса воздух поступает сперва в четыре прямолинейных диффузора, а затем в четыре холодильника (сечение III — III), каждый из которых разделен на две секции. Из холодильника воздух по­ступает во вторую ступень (сечение II—II), затем снова в холо­дильники и, наконец, в третью ступень. Диффузоры третьей ступени соединяются в общий патрубок (сечение I—I). При по­даче 3,3 м 3 /сек отношение давлений в компрессоре е = 3,8. Высо­кий к. п. д. компрессора достигнут ценою существенного услож­нения конструкции.

Из охлаждаемых компрессоров особый интерес представляет компрессор НЗЛ К-100-61-2 (рис. 173). Параметры его работы: подача 1,5 м /сек, отношение давлений е = 8. Диффузоры ком­прессора восьмиканальные, что, в отличие от компрессора «Эрликон», позволило холодильники встроить в корпус. Рациональная конструкция обусловила очень малые размеры и вес компрес­сора.

Дата добавления: 2014-12-03 ; просмотров: 383 ; Нарушение авторских прав

Источник